快锻压机（共3篇）
快锻压机 篇1
近日,国家科技部“关于下达2013 年度有关国家科技计划项目的通知”出炉,太重集团申报的“72/80MN双柱式快速自由锻造液压机”项目(项目编号2013GRA30001)获得“2013 年度国家重点新产品计划立项”。
72/80MN双柱式快速自由锻造液压机是太重集团具有自主知识产权的首台快锻压机,它的研发成功,标志着太重设计、制造特大型快速锻造压机已达到世界领先的技术水平,填补了我国双柱式快速自由锻造液压机装备制造的空白。其主要技术参数和性能方面处于国际先进水平。在产品研发过程中,共申报17 项专利,其中发明专利11 项;负责起草制订了国家行业标准“油泵直接传动双柱斜置式自由锻造液压机”;先后在国内外杂志或学术会议上发表论文11 篇。
国家重点新产品计划鼓励和支持企业采取产学研用相结合的机制,积极利用和转化国家科技计划成果研发新产品,推动企业成为技术创新主体,增强企业创新能力,继续加大对拥有自主知识产权、技术含量高的创新产品进行推荐支持。
快锻压机 篇2
快锻压机液压系统具有高压大流量、 大运动惯量、强时变负载、换向频繁等特点。 压机压制动作结束后,若主缸泄压速度过快,势必会引发回程振动现象[1];若泄压速度过慢,则严重制约锻造频次的提高。因此,必须合理控制主缸的泄压速度。
据不完全统计, 国内正在使用的锻造压机液压系统中, 两级先导插装阀和比例插装阀占据市场主要份额。 此外,德国Wepukoa公司和Pahnke公司联合设计、开发了正弦泵控系统,其主控元件为双向比例变量高压径向柱塞泵, 通过泵自身输出流量方向的改变来实现锻造压机活动横梁的换向运动, 从而使得系统压力冲击有效减小, 具有较高的工件锻造精度和锻造频次[2]。 但该系统前期投入成本较大,制造周期较长,在国内还未获得广泛应用。
实际中锻造压机液压系统设计、制造、调试周期长,应用系统仿真技术能有效克服这些问题,已逐步成为系统动态设计、性能评估的有力工具。
1AMESim简介
AMESim软件是由法国IMAGINE公司于1995年推出的基于键合图的建模仿真平台,具有机械库、液压库等模型库和丰富的软件接口, 用户可以基于图形化的物理建模方式进行联合仿真分析。此外,用户还可以针对库中现有模型进行定制、封装,进而开发出企业产品的元件模型[3]。
2仿真模型的建立
插装式比例节流阀采用先导控制、座阀主级、插装式连接,具有通流能力大、控制性能高等特点,广泛应用于快锻、注塑、轧钢等行业。 该型快锻压机液压系统采用比例节流阀泄压, 某型插装式比例节流阀控制原理框图如图1 所示。
图2 为某型比例节流阀阀芯局部结构图,主阀芯采用锥阀式结构,带有滑阀式尾部,且其上均布有四个三角形节流槽口,用于小开口范围内的精细节流,从而可以有效避免主阀芯因快速开启或关闭过程中引起的液压冲击。
为精确描述插装式比例节流阀阀口过流面积,根据实际尺寸分别建立了节流阀的三维模型和不同开口条件下的流场仿真模型,基于CFD技术在压力入口、压力出口条件下,获得该型比例节流阀的阀口过流面积-阀口开度变化曲线如图3 所示。
回路仿真模型中,不考虑各液压元件间的泄露。所建立的快锻压机在主缸单独动作时的泄压回路仿真模型如图4 所示。
图中, 压力油源在1s内保持25MPa不变,1s后迅速变为0。插装式比例节流阀在0-9V控制信号条件下的主阀芯位移阶跃响应特性曲线如图5 所示。 可见,主阀芯位移阶跃响应时间约为24ms,与样本给定值一致[4],从而验证了所建立的插装式比例节流阀仿真模型的正确性。
3仿真结果及分析
分别给定比例节流阀控制信号为阶跃信号、正弦信号、斜坡信号,仿真所得到的不同控制信号、不同幅值条件下的快锻压机主缸泄压特性曲线如图6 所示。图中,P为阶跃信号,S为正弦信号,R为斜坡信号。
可以看出,不同控制信号、不同幅值条件下的泄压特性差异较大:同种信号不同幅值条件下,信号幅值越小,曲线变化越平缓,反之变化越急剧。原因在于,信号幅值较小时,所对应的主阀芯开口度较小,阀口过流面积较小,通流阻力较大,从而压力变化较为平缓。 当信号幅值较大时,主阀口具有较大的过流面积,从而压力变化较为剧烈。
还可以看出,相同幅值、不同信号类型条件下的泄压特性差异也较大: 阶跃信号下的压力变化曲线均比较急剧, 正弦信号与斜坡信号下的压力曲线均比较平缓, 且正弦信号下的压力变化比斜坡信号下的压力变化迅速。
在保证泄压平稳的条件下,为尽量缩短泄压时间,提高锻造频次,有文献研究采用正弦信号和阶跃信号共同来完成泄压[5]: 控制信号先为正弦信号,待压力降至某一值时,控制信号切换为阶跃信号。
太原科技大学黄忠华教授所研究的泄压回路中,约定快速泄压的临界安全界限为5MPa,认为当液流流速v≤4.5m/s,冲击压力 △P≤5MPa时,系统可安全泄压[6]。 宋拥政教授在快速卸放回路中的研究认为, 快速泄压与慢速泄压的临界压力一般为8MPa[7]。
在图4 所示的仿真模型基础上,通过设置主缸压力传感器,来实现正弦信号与阶跃信号的切换。所建立的采用正弦信号和阶跃信号条件下的泄压回路仿真模型如图7 所示。
分别设定临界压力值为5MPa、6MPa、7MPa、8MPa、9MPa、10MPa, 仿真得到不同临界压力条件下的主缸泄压特性曲线如图8 所示。
4结论
本文基于AMESim建立了插装式比例节流阀和主缸泄压回路的仿真模型,进行不同控制信号、不同幅值及不同临界压力条件下的泄压特性仿真分析,得出以下结论:
( 1) 比例节流阀在正弦信号下具有较好的泄压特性,泄压时间:斜坡信号>正弦信号>阶跃信号。
( 2) 比例节流阀在正弦信号和阶跃信号作用下能提高泄压快速性。
本研究对于实际比例阀的调试、 控制信号的选择,以及基于AMESim进行液压系统动态设计、性能评估具有重要意义。
参考文献
[1]ZHANG Lijie,BIAN Bin,LI Yukun.Co-simulation Research on the Control System of 65MN Free Forging Hydraulic Press.Oct.2012 Hydromechatronics Engineering.2012,40(19):43-47.
[2]Pahnke,Hans Joachim.Forging machines with hydraulic drive development operating results.Metallurgical Plant and Technology,1998,11(6):77-82.
[3]李华聪,李吉.机械/液压系统建模仿真软件AMESim.计算机仿真,2006,23(12):294-297.
[4]ATOS电子-液压产品样本.ATOS Company,2007.
[5]向云.10MN高强度钢板热成形液压机及液压系统的研究[D].秦皇岛:燕山大学,2014:45-66.
[6]黄忠华,安高成,刘志奇.快速泄压回路动态特性分析[J].太原科技大学学报,2013,(6):445-450.
[7]宋拥政.快速二通插装阀组的工作原理和特性.锻压机械,1991,26(4):26-29.
[8]王成刚.基于AMESim冲击气缸二位五通气控阀的建模与仿真研究[J].液压气动与密封,2013,(1).
快锻压机 篇3
液压缸是液压传动系统的执行部件, 液压缸性能的优劣直接关系到整个系统的性能。在缸体与法兰过渡圆角处的结构通常采用经验设计, 但这一方法根据设计者的不同设计质量不同。因此, 在设计过程中采用优化的设计方法对于保障产品质量是非常必要的[1]。
采用第二种方法基于有限元法对法兰过渡形线对油缸整体应力的影响的研究基础上, 提出改进的过渡形线, 评定出不同过渡形线的优异程度。通过这一方法改善法兰支撑液压缸的应力分布情况, 延长液压缸的适用寿命。
2 建立参数化模型
现以某快速锻造液压机的主缸作为研究对象, 如图1所示, 该法兰支撑式液压主缸的工作压力p=32MPa, 其最大应力为247.58MPa, 位于法兰过渡形线A处。为达到优化设计的目的, 通过对液压缸参数进行适当简化, 建立参数化模型。
3 对于相同结构的液压缸法兰半径的不同对其受力的影响
由图2可以看出, 液压缸缸体壁内侧面上压应力值大于外侧面上拉应力值。由图2 (a) 为法兰部分为直角应力等值线图可以看出, 法兰与缸体壁过渡区为应力集中区。对比图2 (b) , 图2 (c) 可以看出, 在增大了法兰过渡圆角半径后, 过渡区的拉应力最大值由256MPa, 降为223.4MPa, 有效的减小了法兰与缸壁过渡区的应力最大值, 并且图2 (b) 整个缸体各处的应力值差别不是很大, 受应力相对较为均匀。 联系2 (c) , 圆角半径越大, 过渡区所受拉应力值越小, 当R = 100mm时, 法兰与缸体壁过渡区最大应力值已经降为191.3 MPa, 但与此同时缸内壁中部区域的拉应力却相比R=50时, 由112.22MPa增大到132.32MPa。
由此, 可以得出, 改变法兰与缸壁过渡区域的圆角半径可以改善过渡区的应力集中问题, 法兰圆角半径的越大, 过渡区最大应力值将越小。但缸体外形尺寸、工作压力、安装环境等外在相关因素影响, 不可能允许半径无限增大。其次, 增加半径, 使得法兰外径增加, 从而使缸体壁对法兰的支反力力臂增加, 弯曲力矩增加, 最终过渡区应力减小了, 却使缸壁弯曲应力增加。另外, 不同工况, 液压缸工作压力的不同, 各处所受应力值也相应会发生变化[2]。
4 改进过渡形线的分析
由于过渡形线的变化对油缸的应力情况有极大的影响, 液压缸通常是在应变条件下工作的, 法兰过渡区由于尺寸的突变而产生应力集中, 疲劳破坏往往发生在此区域。为了提高缸体的疲劳强度, 应尽量减少应力集中源和降低应力集中的程度。对此, 通常采用改变应力集中处零件的形状、采用卸荷结构、减小名义应力等方法[3]。但是在改变法兰处过渡曲线的同时也要考虑油缸整体结构尺寸的影响因素。因而, 合理的结构设计是降低应力集中的重要方法。
4.1 法兰凹槽卸荷结构
法兰支撑液压缸中的法兰定位相当于轴肩定位。当依靠轴肩定位的零件的圆角半径较小时, 为了增大轴肩出的圆角半径可采用内凹角结构[4], 如图3所示。
此过渡形线的尺寸是由r与h两个参数确定的, 对降低应力集中有着较为明显的作用, 如图4所示。通过分析可知此过渡形的法兰非接触尺寸undefined, 但增加尺寸并不明显。通过对ANSYS对该结构进行计算得出结果为:r=50mm, σmax=192.33MPa。
4.2 圆弧凹槽过渡形线
前苏联学者CypkoB曾研究出由多组的圆弧相切而成, 可有效降低应力情况, 但是在加工方面存在着很大的困难, 很难应用于实际领域。但通过简化, 可使用较少圆弧相切的而形成凹槽过渡形线, 如单圆弧过渡形线、双圆弧过渡形线, 如图5、6所示, 这样不仅在一定程度上减小应力集中, 而且便于加工、设计。
单圆弧凹槽过渡形线, 可有效的降低应力集中, 根据ANSYS计算得出其结果为:r=60mm, h=49.372mm, σmax=162.07MPa。但它对法兰非接触尺寸有一定的影响, 其法兰非接触尺寸为c单=r-h。当r增大时, 即增大过渡形线区域的弯曲力矩, 因此此过渡形线仅适用于小直径缸体。
双圆弧凹槽过渡形线, 现已有提出。此过渡形线与单圆弧比较而言, 参数h1=h时, 其法兰半径非接触尺寸c双undefined单。并且双圆弧凹槽过渡形线可有效降低应力集中, 较单圆弧凹槽过渡形线有一定改善, 可应用于大、中直径缸体。通过ANSYS对双圆弧凹槽过渡形线进行优化。其结果为当r1=124.91mm, r2=73.37mm, h1=24.372mm, h2=8.82mm时, 优化结果为σmax=143.3MPa。其中当r1与r2越为接近, 此过渡形线的受力越为均匀, 这是由于形线的曲率变化较为平缓。但此过渡形线的结构参数较多, 且各结构参数之间存在着一定的干涉, 为优化带来了一定的不便。
4.3 直角凹槽过渡形线
当双圆弧凹槽过渡形线中的大圆弧半径r1→∞时, 就构成了直角凹槽过渡形线, 如图7所示。过渡形线在确保凹入深度h1的同时, 法兰非接触尺寸c=r-h1很小, 有时甚至增加量为零。因此, 此过渡形线不仅在保证应力的同时, 结构安排相对合理, 且便于加工。直角凹槽过渡形线仅由三个参数h1、h2、r组成, 且各参数之间无干涉, 便于优化。通过ANSYS优化分析可以得出r为主要影响参数, 而h1、h2的大小对过渡形线区域无明显影响, 只要保证缸体壁厚满足要求, 取h1的最大值。这样既可以保证c无明显变化, 且增大参数r值的同时保证此形线的受力更均匀。
该结构经过应力计算, 其结果为r=60.44mm, h1=16.83mm, h2=52.372mm, 优化后应力值变为σmax=124.4MPa。
5 结论
1) 对于优化设计是否能有效地应用于实践, 其主要取决于参数与载荷设定的合理性。一般而言载荷的设定要根据具体工况进行分析, 参数的设定也不单单任意给予一定的数值范围, 而要根据结构分析确定。因此, 对本文参数的设定进行详细说明。并介绍了建立参数模型的3种方法。
2) 在分析柱塞缸法兰过渡处形线对液压缸的应力影响的基础上, 提出新型过渡形线, 并建立出参数优化模型, 确定出各模型的具体参数。利用ANSYS有限元软件进行优化计算, 分析出个不同形线的优异程度。
3) 通过对新型过渡形线的优化分析, 较原有形线, 在一定程度上有效地减小过渡区域的应力集中, 延长使用寿命, 为新产品的开发提供一定的依据。
摘要：根据上传动液压缸缸体法兰过渡处容易出现应力集中的情况进行了研究, 对给定的缸体参数化模型采用有限元分析方法进行了应力分析, 得到壁厚与法兰过渡部位的应力状况, 通过对多种法兰过渡圆角半径的对比, 最终给出了改进后的法兰最优圆弧半径大小, 有效地提高了油缸的使用寿命。
关键词：机械优化设计,主缸法兰,快锻压机
参考文献
[1]俞新陆.液压机的设计与应用[M].北京:机械工业出版社, 2006.
[2]吴宗泽.高等机械设计[M].北京:清华大学出版社, 1989.
[3]濮良贵, 纪名刚.机械设计[M].北京:高等教育出版社, 2001.